單鋼輪振動壓路機液壓系統的熱平衡分析

劉治文，宋年波，孟凡皓

(長安大學道路施工技術與裝備教育部重點實驗室，陜西西安 710064)

單鋼輪振動壓路機液壓系統的熱平衡分析

劉治文，宋年波，孟凡皓

(長安大學道路施工技術與裝備教育部重點實驗室，陜西西安 710064)

對單鋼輪振動壓路機液壓系統的熱源和散熱進行分析。以某單鋼輪振動壓路機為研究對象進行熱平衡試驗，利用試驗中測得的泵和馬達的壓力、溫度等參數對液壓系統的產熱和散熱功率進行計算，并通過試驗驗證液壓系統熱平衡理論分析計算方法的正確性，為單鋼輪振動壓路機液壓系統的熱平衡分析提供可靠的理論依據。

液壓系統；熱平衡；產熱功率；散熱功率

液壓傳動技術具有傳遞效率高，傳遞功率大，液壓元件體積小、重量輕、使用方便等特點，廣泛應用于工程機械上。然而，液壓系統工作時由于泄漏、壓力損失等原因不可避免地存在能量損失，亦即功率損失。液壓系統的大部分功率損失會轉變成熱能，而絕大部分熱能會導致液壓油溫度升高。單鋼輪振動壓路機液壓系統的工作油溫一般為30～85 ℃，溫度過高導致液壓油粘度降低，進而增加液壓系統的泄漏，增大功率損失，降低系統工作效率；溫度過高還易導致液壓元件產生穴蝕等損傷，縮短元件的使用壽命，降低液壓系統的可靠性，從而增加整機的維修使用成本。因此，對液壓系統進行熱平衡分析是很有必要的。

1 熱源分析

單鋼輪振動壓路機液壓系統的產熱主要源自液壓泵和液壓馬達的功率損失、液壓閥的壓力損失以及液壓管路的功率損失。

1.1泵和馬達

液壓傳動中所用的液壓泵和液壓馬達都是靠密封的工作容積發生變化而工作的，所以都屬于容積式泵和馬達。泵和馬達在正常工作時，會由于泄漏和摩擦等原因而產生功率損失(容積損失和機械損失)，產生大量的熱量。

熱平衡實驗過程中，由于壓實材料的參數變化(如密實度、沉降量等)導致泵和馬達的高壓腔壓力會有微小波動，高低壓腔壓差也會有所波動[1]，因此在計算泵和馬達的功率損失時采用分段積分的方法，計算式為

(1)

式中P1為泵(或馬達)的損失功率，W；T為壓路機的工作周期，s；q1為泵(或馬達)的工作流量，L/min；t為工作時間，s；η為泵(或馬達)的效率，η=ηvηm，其中ηv和ηm分別為泵(或馬達)的容積效率和機械效率；Δp1為泵(或馬達)的高低壓腔壓差，MPa。

1.2液壓管路

液壓管路的功率損失主要表現為液壓油在管路中流動的壓力損失[2]，包括液壓油層間因內摩擦而產生的沿程壓力損失和局部障礙造成的局部壓力損失，計算式為

(2)

式中 Δp2為管路中液壓油的壓力損失，Pa；λ為沿程壓力損失系數；l為液壓油管路長度，mm；d1為液壓管路內徑，mm；ρ為液壓油密度，kg/m3；v為管路內液壓油的平均流速(由測得的流量計算得來)，m/s；ξ為局部損失系數，根據液壓管路中的具體情況查選。

從而有

P2=Δp2q2,

(3)

式中P2為液壓管路的損失功率，W；q2為管路中液壓油的流量，L/min。

1.3液壓閥

液壓閥功率損失的計算式為

P3=Δp3q3，

(4)

式中P3為液壓閥的損失功率，W；Δp3為液壓閥的高低壓口壓差，由實驗中測得的液壓泵(或液壓馬達)進出口壓力計算而得，Pa；q3為通過液壓閥的液壓油流量，L/min。

2 散熱分析

單鋼輪振動壓路機液壓系統的散熱途徑主要包括液壓油散熱器、液壓管路、液壓油箱、液壓泵和液壓馬達等。

2.1液壓油散熱器

液壓油散熱器散熱功率[3]的計算式為

P4=cρq4ΔT4,

(5)

式中P4為液壓油散熱器的散熱功率，W；c為液壓油比熱容，J/(kg·K)；q4為流過液壓油散熱器管路的液壓油流量，L/min；ΔT4為液壓油散熱器進出油口管路的油溫差，K。

2.2液壓管路

液壓管路的散熱功率[3]為

P5=εlΔT5πd1，

(6)

式中P5為液壓管路的散熱功率，W；ε為液壓管路的表面傳熱系數，W/(m2·K)；l為液壓油管路長度，m；ΔT5為液壓油管路與環境溫差，K；d1為液壓油管路內徑，mm。

2.3液壓油箱、泵、馬達

液壓油箱、液壓泵和液壓馬達的表面散熱功率為

P6=εAΔT6，

(7)

式中P6為液壓油箱、液壓泵、液壓馬達的表面散熱功率，W；ε為表面傳熱系數，W/(m2·K)；A為液壓油箱、液壓泵、液壓馬達的有效散熱面積，m2；ΔT6為液壓油箱、液壓泵或液壓馬達有效散熱表面與空氣的溫差，K。

3 試驗研究

3.1試驗方案

以國內某10 t單鋼輪振動壓路機為試驗對象，在試驗室級配土土槽中，壓路機以正常工況進行前進后退直線壓實作業，作業速度為4 km/h，環境溫度為14 ℃。試驗過程中，測試記錄壓路機液壓系統中液壓泵與液壓馬達的進出口壓力、液壓油流量、液壓油散熱器進出口油溫、液壓油管路溫度、液壓泵與液壓馬達殼體的溫度等。

3.2系統的產熱計算

試驗過程中，根據試驗土槽的長度，壓路機的工作周期為80 s，泵和馬達的相關參數如表1所示。

表1 泵和馬達的參數

泵和馬達的產熱功率均按式(1)計算，以液壓泵為例，壓路機正常壓實工況一個工作周期內行走泵和振動泵的高低壓油口壓差分別如圖1和圖2所示。

圖1 行走泵的高低壓油口壓差

圖2 振動泵的高低壓油口壓差

由式(1)可得行走泵和振動泵的產熱能力分別為2 145.50，3 215.31 W。同樣可以得到行走馬達和振動馬達的產熱能力分別為691.65，1 220.53 W。

利用式(2)計算液壓管路的壓力損失時，根據壓路機液壓管路的具體情況[2]，選取λ=80/Re，l=30 m，d=25 mm，ρ=900 kg/m3，各管路中液壓油的流量均由試驗過程中測得，局部損失系數ξ根據液壓管路具體情況選取相應的值，例如管道入口處有倒角時，選取ξ=0.1 ～0.15，直通式管接頭處選取ξ=0.1～0.15，直角式管接頭選取ξ=0.2。根據式(3)得到P2(各液壓管路功率損失之和)=1 515.70 W。

液壓閥的高低壓口壓差通過試驗中測得的液壓泵(或液壓馬達)進出口壓力計算而得，根據式(4)得P3=712.75 W。

3.3系統的散熱計算

液壓油的比熱容為1 884 J/(kg·K)，試驗過程中測得液壓油散熱器進出油口的油溫差如圖3所示。由式(5)和圖3可知，液壓油散熱器的散熱功率在0～60 min時，隨著進出口油溫差的增加而增大，在第60～100 min時溫差基本不變化，液壓油散熱器的散熱功率基本保持穩定,如圖4所示。

圖3 液壓油散熱器進出口油溫差

圖4 液壓油散熱器散熱功率

計算液壓管路的散熱功率時，根據具體情況，查得液壓管路材料的導熱系數為0.21 W/(m·K)，管路中液壓油的運動粘度為46 mm2/s。雖然各液壓管路與環境溫差不盡相同，但由式(6)可知，散熱功率與此溫差成正比，根據式(6)利用線性疊加法得到液壓管路的散熱功率如圖5所示。

液壓馬達主要依靠沖洗閥液壓回路進行散熱，在液壓管路的計算中已包含在內。液壓油箱、液壓泵和液壓馬達的表面散熱功率均可按照式(7)進行計算。根據液壓油箱、泵和馬達的材料查得表面傳熱系數分別為2 546，1 000 W/(m2·K)，有效散熱面積根據液壓油箱、泵和馬達的具體布置位置進行確定。由式(7)可知，液壓油箱、泵和馬達的表面散熱功率與油箱、泵或馬達表面和環境的溫差成正比。綜合疊加液壓油箱、泵和馬達的表面散熱功率結果如圖6所示。

圖5 液壓管路的散熱功率(疊加總和)

圖6 液壓油箱、泵和馬達的表面散熱功率(疊加總和)

3.4分析

表2 實驗單鋼輪振動壓路機液壓系統的產熱和散熱能力

如圖4～6所示，當試驗進行60 min后，由于溫差基本不發生變化，所以散熱功率基本保持穩定。試驗單鋼輪振動壓路機液壓系統的產熱和散熱能力如表2所示。

由表2可知，壓路機液壓系統的產熱能力和熱平衡狀態散熱能力基本相當，試驗過程中液壓系統各元件溫度在60 min后基本保持穩定，如圖7～9所示。理論上液壓系統處于熱平衡狀態時，系統的產熱和散熱能力完全一樣，但是由于實際測量的壓力一般都不大于系統中溢流閥的溢流壓力，而實際上液壓系統的壓力在未達到溢流閥的設定壓力時就會有溢流現象，計算產熱功率時未計溢流損失；試驗過程中的測試可能存在測量誤差或系統誤差；計算產熱功率時未考慮系統壓力波動等原因造成的功率損失變化(效率變化引起)；計算系統的散熱能力時，材料的散熱系數以及液壓油的性能參數等均取最佳值，因此，計算得到的系統散熱能力略大于產熱能力，散熱功率比產熱功率大1.63%，數值較小，可以接受。

圖7 液壓泵熱平衡試驗曲線

圖8 液壓馬達熱平衡試驗曲線

圖9 液壓油熱平衡試驗曲線

取壓路機液壓系統進入熱平衡狀態之前的一段時間(0～60 min)進行液壓油溫升的實測值與計算值對比。實測液壓油箱內油液溫升為60.81 ℃，利用表2中液壓系統總產熱能力與系統未進入熱平衡狀態的總散熱能力之差計算得到液壓油箱內油液溫升為59.78 ℃，計算值與實測值相差很小(相差1.69%)，說明理論分析計算方法正確。

4 結語

1)利用理論分析與試驗驗證相結合的方法，通過測試單鋼輪振動壓路機熱平衡試驗過程中的相關試驗數據，利用理論分析計算壓路機液壓系統的產熱能力和散熱能力。計算結果表明，液壓系統進入熱平衡狀態后，系統的產熱能力和散熱能力相差很小，基本相當；試驗中測得，熱平衡實驗進行到60 min后，液壓系統各元件溫度基本保持穩定，與理論計算相吻合，對壓路機液壓系統熱平衡的理論分析計算方法予以了試驗驗證。

2)取壓路機液壓系統進入熱平衡狀態之前的一段時間(0～60 min)進行液壓油溫升的實測值與計算值對比，結果表明，二者相差極小(1.69%)，再一次驗證了液壓系統熱平衡理論分析計算方法的正確性。

[1]張宏.振動壓路機工作參數對施工過程的影響[J].山西建筑，2012，38(12)：181-182.

[2]楊曙東,何存興.液壓傳動與氣壓傳動[M].武漢：華中科技大學出版社，2008：25-33.

[3]王劍鵬,秦四成,田中笑.50型輪式裝載機液壓系統熱平衡分析與驗證[J].工程機械，2008,39(9):54-57.

(責任編輯：郭守真)

ThermalBalanceAnalysisofHydraulicSystemofSingleDrumVibratoryRollers

LIUZhi-wen,SONGNian-bo,MENGFan-hao

(KeyLaboratoryofHighwayConstructionTechnologyandEquipmentofMinistryofEducation,Chang′anUniversity,Xi′an710064,China)

The heat source and heat-dissipating of the hydraulic system of a certain single drum vibratory roller are analyzed in this paper. The thermal balance experiment is conducted with a single drum vibratory roller and the heat-generating power and heat-dissipating power of the hydraulic system is calculated with such data as the pressure of pumps and motors as well as the temperature which are tested from the experiment. The theoretical analyzing and calculating method is finally verified to be right by the experiment, which can provide the reliable analyzing basis for the thermal balance analysis of hydraulic system of single drum vibratory rollers.

hydraulic system; thermal balance; heat-generating power; heat-dissipating power

2014-01-05

劉治文(1990—)，男，山東濟寧人，長安大學碩士研究生，主要研究方向為機電液一體化.

10.3969/j.issn.1672-0032.2014.01.016

U415.52

A

1672-0032(2014)01-0072-05